行星动力换档变速箱
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太阳轮t、齿圈q、行星架j 行星轮x
图4-17 简单行星排简图
因为:
(nt-nj) / (nx-nj) = Zx / Zt ; (nq-nj) / (nx-nj) = Zx / Zq
由行星排转速方程式4-12可见,行星排三个基本元件的转速中仅有两个是独立参数, 这表示行星排具有二个自由度。当某一元件固定后,则行星排变成一自由度系统, 即可由转速方程式4-12确定另外两元件的转速比(即行星排传动比)。这样,通过 将行星排三个基本元件分别作为固定件、主动件或从动件,则可组成八种方案(图418)。由式4-12不难求得这些方案的传动比。
T j Tt Tq Tt (1 )
Tj (1 )
(4-21)
(4-20)
得单行星行星排理论内转矩关系式:
对双行星可用类似方法求得理论内转矩关系式: Tq Tj Tt (4-22) ( 1)
2。行星传动的能量损失—传动效率
注:(诸上册165-168)
④ 最小齿数 当α小于3时,行星排中太阳轮齿数最小。 当α大于3时,行星排中行星轮齿数最小。 最小齿数应避免根切并考虑轴和轴承的布置。一般行星轮 最小齿数 不小于14~17,太阳轮考虑到轴的尺寸最小齿数应取得更多 一些。
⑤ 齿轮的变位 为了凑传动比(n值)、避免根切和提高齿轮强度,可采用变位 齿轮
第六节
1,2, 3,4,5,6,7
1,2,3,4,5,6,7
前F,R
后排1,2,3档
方案1:5个排。
方案2:4个排和1个离合器
1,
附件
附件
第七节.结构设计
变速器(油路系统)操纵机构:
1.手动液压换档 2.半自动 3.自动:电控自动换挡变速器 ;
行星齿轮变速器的换档执 行元件包括换挡离合器、 换挡制动器和单向离器。 换挡离合器为湿式多片离 合器,当液压使活塞把主 动片和从动片压紧时,离 合器接合;当工作液从活 塞缸排出时,回位弹簧使 活塞后退,使离合器分离。 换挡制动器通常有两种 形式:一种是湿式多片制 动器,其结构与湿式多片 离合器基本相同,不同之 处是制动器用于连接转动 件和变速器壳体,使转动 件不能转动。换挡制动器 的另一形式是外束式带式 制动器。 行星齿轮变速器的单向 离合器与液力变矩器中的 单向离合器结构相同。
2。构件支撑及浮动件。 3。行星架;行星轮。 4。箱的润滑油
附件:齿轮变位系数的选择原则
采用变位齿轮的原因:1)配凑中心距;2)提高齿轮的强度和使用寿命; 3)降低齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类:高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对 啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度,使 它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位 可获得良好的啮合性能及传动质量指标,故采用得较多。 变位系数的选择原则 : 1)对于高挡齿轮,应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的 原则选择变位系数。 2)对于低挡齿轮,为提高小齿轮的齿根强度,应根据危险断面齿厚相 等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。 3)总变位系数越小,齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动, 噪声要小一些。 为了降低噪声,对于变速器中除去一、二挡以外的其它各挡齿轮的总 变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下,随着挡位的降低,总变位 系数应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮,应该选用较大的值。
(1组成分析 ;2自由度分析;3挡位数分析 ; 4变速箱传动比分析 ;5扭矩分析;6 循环功率)
1.组成分析 以图4-19为例
在行星齿轮式变速箱中,当相邻两行星排彼此只有一个基本元件相连, 则可把它分成两组行星机构,如图4-19,整个变速箱即可看作由这些组成 部分串联而成。图4-19即为由一个行星排组成的行星机构和由三个行星排 组成的行星机构串联而成。分析时,可先将各组成分开单独进行,然后再 串联起来考虑
第一节.概述。
行星齿轮式变速箱(简称行星变速箱)是由简单行星排组成。由于行星排中有轴线旋转 的行星轮,故行星变速箱只能采用动力换挡方式。 行星变速箱的主要优点是:可通过的行星排中设置多个行星轮,使载荷由几对齿共同传 递,减轻了每对齿上的载荷,以便选用较小的模数,从而减小齿轮体积,因此,行星变 速箱在径向方向尺寸较紧凑;但轴向尺寸则与所采用的行星排数目有关,当行星排数量 较多时,则轴向尺寸较大。另外,还可实现输入与输出轴同心传动。此外,变换排挡也 不要求在啮合的轮齿上进行准确的速度调整;换挡是“轻松的”,易于控制。若需要, 可以自动控制。另外,可以在完全摘下现用挡以前挂上新挡,这允许在换挡过程中传递 发动机功率的一部分,但不是全部,这就是动力换挡。 行星变速箱结构较复杂,但随着制造水平的提高,行星变速箱在工程机械上的使用也日 益广泛。
(4-19)
由以上方程可知, 行星排的三个基本元件转速之间有一个转速方程相连系, 故为一个二自由度机构。要使此机构中任意二个基本元件间 有确定的转速关系,必须再加一个关系式。 方程的三个系数之和等于零,故 nt nq n j 为其解, 即任意两个转速相等时第三个转速亦必和其他两个转速相等, 整个行星排成一体转动。(结构上形成一体的为一个旋转构件) (直接档)
T5
5.扭矩分析(如给出输入扭矩)
方法 (1)列出各排扭矩方程; (2)列出扭矩连接方程; (3)求解
例题:
制动 T2, T5时
结构特点: 前排:制动T2时, 仅2排传动力。 后排:制动T5时, 4,5 排共同传动力。
公式1中M上标 A 表示:考虑效率时工况
制动T5时
6.循环功率
循环功率 Nu 的产生:
3. 挡位数分析
(旋转构件是 j , q , t ; 制动器; 闭锁离合器的总称。)
机构有确定运动的条件是只有一个自由度,用制动器制动一个旋转构件或用 离合器连接两个旋转构件都能使机构减少一个自由度。如图4-19后组成的自 由度为2,有4个操纵件(三个制动器和一个闭锁离合器),操纵一个操纵件就 可得一传动比,故可有4个传动比。前组成的自由度亦为2,有2个操纵件故 可得2个传动比。因此,整个变速箱可能实现2×4=8个挡位(传动比)。 对于二自由度的变速箱,由上式知行星排数n=m - 2,而在m(=5)个旋转构件 中除去输入、输出构件外,可供制动操纵的旋转构件数b=m-2=n(3)。所以对 于二自由度变速箱,有几个排行星排就可以布置几个制动操纵件(操纵件=行 星排=3; 3个传动比不等于l的挡位),亦即得到几个传动比不等于 l的挡位。(等于1的挡位由一个闭锁离合器 实现,结合时,3个排刚性联在一起)
nt nq (1 )n j 0
方程组中符号下标1、2、…、n表示第几排行星排。 ② 列出连接方程(约束条件或约束方程)
q2 , qR , ( j2 , q1, , tR ), ( jR , j1 ), (t1, , t 2)
(1)
q2 , qR , ( j2 , q1, , tR ), ( jR , j1 ), (t1, , t 2)
行星传动中,(1)牵连运动没有齿轮啮合摩檫功率损失; (2)相对运动中通过齿轮传递,有损失。 (3)固定件无能量损失,所以分别考虑t,j,q固定 时,。。 则:构件 t, q ,j 上的扭矩低于无损失情况。
分析已证实, 计及损失与未考虑时,构件 t, q ,j 扭矩表达式相同。
有表可查
第四节.变速箱分析(多行星排分析)
挡位数 = 制动操纵件数 + 闭锁离合器数
4.(变速箱)传动比分析
挡位数 =传动比 = 制动操纵件数 + 闭锁离合器数
方法:基于(1)操纵一个操纵件就可得一个传动比,
(2)运动特性方程 转速分析目的是求各挡的传动比和各旋转构件在不同挡位时的转速。 求各基本元件的转速 ① 列出n个转速方程(以单行星为例), 设变速箱有n个行星排共3n个基本元件。
八种方案
直接档
组成八种方案
由上述可见,一个简单行星排可以给出八种传动方案,但其传动比 数值因受特性参数值的限制,尚不能满足机械的要求,因此,行星 变速箱通常是由几个行星排组合而成,以便得到所需的传动比。如; 两个行星排;几个行星排组合成变速箱。
例: 分析:两个行星排:t1, j1, q1; t2, j2, q2; t1 = t2 ;j1 = q2 ;(两组构件连接); 余下:t1 = ni, j2 = no ; q1制动: nq1 = 0 Ni 输入(已知); 总计 1, 2;两个自由度,对应俩方程。(转速方程)
第五节.结构设计
(1).齿轮传动设计;(2)。构件支撑及浮动件。 (3)。行星架;行星轮。(4)。箱的润滑油
1.齿轮传动设计
(1) m,Dq
(2)配齿条件
③ 相邻条件
④ 最小齿数 ⑤ 齿轮的变位
③ 相源自文库条件 为保证相邻行星轮齿顶不干涉并减少搅油损失, 一般使齿顶之间的问隙大于5~8mm。
液力机械传动式自动变速器的控制
液压自动操纵系统 通常由供油、手动选挡、参数调节、换挡时刻控制、换档品质控制等部分组成。 供油部分 根据节气门开度和选挡杆位置的变化,将油泵输出油压调节至规定值,形成稳定 的工作液压。 在液控液动自动变速器中,参数调节部分主要有节气门压力调节阀(简称节气 门阀)和速控调压阀(又称调速器)。节气门压力调节阀使输出液压的大小能够 反映节气门开度;速控调压阀使输出液压的大小能够反映车速的大小。 换挡时刻控制部分用于转换通向各换挡执行机构(离合器和制动器)的油路,从 而实现换挡控制。 锁定信号阀受电磁阀的控制,使液力变矩器内的锁止离合器适时地接合与分离。 换挡品质控制部分的作用是使换挡过程更加平稳柔和。
单排:Mu = Mq,nu = nq; 计算 : Nu = Mu . nu ;
双排: Mu = Mq1 = Mt2, nu = nq1 = Mt2
摩檫离合器动力换挡变速箱的缺点就在于它的功率损失。两套行星齿轮输出四
个速度,也就需要四个离合器。名义上,有两个离合器要分离,但这会造成部分磨擦损 耗。在复杂的行星变速箱上,这些损耗,再加上那些因大量齿轮空转而造成的损耗,还 是比较大的。
图4-19
图4-20
1
2
R
2. 自由度分析
行星齿轮变速箱中,结构上 形成一体的为一个旋转构件, 如图4-19后组成中第一行星排 的行星架、第二行星排的齿圈 和第三行星排的太阳轮组成 q2 , qR , ( j2 , q1, , tR ), ( jR , j1 ), (t1, , t 2) 一个旋转构件。每一旋转构件 仅有一个自由度,而每一行星排 有一个转速方程,故每组行星机构的自由度为: y = 旋转构件数 m 一 行星排数 n 。 例如上图后组成的自由度: Y= 5 - 3 = 2。(旋转构件m=5, 即:q2 , qR , ( j2 , q1, , tR ), ( jR , j1 ), (t1, , t 2) 。括弧内为一个旋转构件。 3个转速方程,n=3)
双行星排5种方案
第三节.行星齿轮式变速箱 运动学 动力学分析
一 运动分析
(一)
nt n j nq n j
Zq Zt
(4-17)
Zq Zt
为行星排特性参数。
故对于单行星得三基本元件的转速关系式为:
对于单行星 对于双行星为:
nt nq (1 )n j 0
(二)复杂行星排运动分析- 各构件t, j, q的转速及转动比
倒4档
二 动力学
1 转矩分析(动力学)各构件t, j, q的转矩 不考虑摩擦,等速运动时,行星排中行星轮对太阳轮、齿圈、 行星架作用的转矩称为理论内转矩, 由行星排三转矩之和等于零,得:
Tj Tt Tq 0
Tt Tq
制动器
第二节. 简单行星排(单,双行星排)
如图4-17所示,简单行星排是由太阳轮t、齿圈q、行星架j和行星轮x组成。由于行星轮 轴线旋转与外界连接困难,故在行星排中只有太阳轮t、齿圈q和行星架j等三个元件能 与外界连接,并称之为基本元件。在行星排传递运动过程中,行星轮只起到传递运动的 隋轮作用,对传动比无直接关系。(行星轮的转速,受力。。。。。)
式2 代入式1中, 求解得到: 各挡的传动比和各旋转构件的转速。
(2)
图4-20
自由度分析: 前排:4 排 X 3 - 6 个 连接条件( 后排: 1 个自由度。 所以 3 个自由度。( 1 排
)- 4 (4个排) = 2 个自由度。
X 3 - 1个连接条件- 4个排= 1个自由度)
T2
图4-17 简单行星排简图
因为:
(nt-nj) / (nx-nj) = Zx / Zt ; (nq-nj) / (nx-nj) = Zx / Zq
由行星排转速方程式4-12可见,行星排三个基本元件的转速中仅有两个是独立参数, 这表示行星排具有二个自由度。当某一元件固定后,则行星排变成一自由度系统, 即可由转速方程式4-12确定另外两元件的转速比(即行星排传动比)。这样,通过 将行星排三个基本元件分别作为固定件、主动件或从动件,则可组成八种方案(图418)。由式4-12不难求得这些方案的传动比。
T j Tt Tq Tt (1 )
Tj (1 )
(4-21)
(4-20)
得单行星行星排理论内转矩关系式:
对双行星可用类似方法求得理论内转矩关系式: Tq Tj Tt (4-22) ( 1)
2。行星传动的能量损失—传动效率
注:(诸上册165-168)
④ 最小齿数 当α小于3时,行星排中太阳轮齿数最小。 当α大于3时,行星排中行星轮齿数最小。 最小齿数应避免根切并考虑轴和轴承的布置。一般行星轮 最小齿数 不小于14~17,太阳轮考虑到轴的尺寸最小齿数应取得更多 一些。
⑤ 齿轮的变位 为了凑传动比(n值)、避免根切和提高齿轮强度,可采用变位 齿轮
第六节
1,2, 3,4,5,6,7
1,2,3,4,5,6,7
前F,R
后排1,2,3档
方案1:5个排。
方案2:4个排和1个离合器
1,
附件
附件
第七节.结构设计
变速器(油路系统)操纵机构:
1.手动液压换档 2.半自动 3.自动:电控自动换挡变速器 ;
行星齿轮变速器的换档执 行元件包括换挡离合器、 换挡制动器和单向离器。 换挡离合器为湿式多片离 合器,当液压使活塞把主 动片和从动片压紧时,离 合器接合;当工作液从活 塞缸排出时,回位弹簧使 活塞后退,使离合器分离。 换挡制动器通常有两种 形式:一种是湿式多片制 动器,其结构与湿式多片 离合器基本相同,不同之 处是制动器用于连接转动 件和变速器壳体,使转动 件不能转动。换挡制动器 的另一形式是外束式带式 制动器。 行星齿轮变速器的单向 离合器与液力变矩器中的 单向离合器结构相同。
2。构件支撑及浮动件。 3。行星架;行星轮。 4。箱的润滑油
附件:齿轮变位系数的选择原则
采用变位齿轮的原因:1)配凑中心距;2)提高齿轮的强度和使用寿命; 3)降低齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类:高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对 啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度,使 它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位 可获得良好的啮合性能及传动质量指标,故采用得较多。 变位系数的选择原则 : 1)对于高挡齿轮,应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的 原则选择变位系数。 2)对于低挡齿轮,为提高小齿轮的齿根强度,应根据危险断面齿厚相 等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。 3)总变位系数越小,齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动, 噪声要小一些。 为了降低噪声,对于变速器中除去一、二挡以外的其它各挡齿轮的总 变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下,随着挡位的降低,总变位 系数应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮,应该选用较大的值。
(1组成分析 ;2自由度分析;3挡位数分析 ; 4变速箱传动比分析 ;5扭矩分析;6 循环功率)
1.组成分析 以图4-19为例
在行星齿轮式变速箱中,当相邻两行星排彼此只有一个基本元件相连, 则可把它分成两组行星机构,如图4-19,整个变速箱即可看作由这些组成 部分串联而成。图4-19即为由一个行星排组成的行星机构和由三个行星排 组成的行星机构串联而成。分析时,可先将各组成分开单独进行,然后再 串联起来考虑
第一节.概述。
行星齿轮式变速箱(简称行星变速箱)是由简单行星排组成。由于行星排中有轴线旋转 的行星轮,故行星变速箱只能采用动力换挡方式。 行星变速箱的主要优点是:可通过的行星排中设置多个行星轮,使载荷由几对齿共同传 递,减轻了每对齿上的载荷,以便选用较小的模数,从而减小齿轮体积,因此,行星变 速箱在径向方向尺寸较紧凑;但轴向尺寸则与所采用的行星排数目有关,当行星排数量 较多时,则轴向尺寸较大。另外,还可实现输入与输出轴同心传动。此外,变换排挡也 不要求在啮合的轮齿上进行准确的速度调整;换挡是“轻松的”,易于控制。若需要, 可以自动控制。另外,可以在完全摘下现用挡以前挂上新挡,这允许在换挡过程中传递 发动机功率的一部分,但不是全部,这就是动力换挡。 行星变速箱结构较复杂,但随着制造水平的提高,行星变速箱在工程机械上的使用也日 益广泛。
(4-19)
由以上方程可知, 行星排的三个基本元件转速之间有一个转速方程相连系, 故为一个二自由度机构。要使此机构中任意二个基本元件间 有确定的转速关系,必须再加一个关系式。 方程的三个系数之和等于零,故 nt nq n j 为其解, 即任意两个转速相等时第三个转速亦必和其他两个转速相等, 整个行星排成一体转动。(结构上形成一体的为一个旋转构件) (直接档)
T5
5.扭矩分析(如给出输入扭矩)
方法 (1)列出各排扭矩方程; (2)列出扭矩连接方程; (3)求解
例题:
制动 T2, T5时
结构特点: 前排:制动T2时, 仅2排传动力。 后排:制动T5时, 4,5 排共同传动力。
公式1中M上标 A 表示:考虑效率时工况
制动T5时
6.循环功率
循环功率 Nu 的产生:
3. 挡位数分析
(旋转构件是 j , q , t ; 制动器; 闭锁离合器的总称。)
机构有确定运动的条件是只有一个自由度,用制动器制动一个旋转构件或用 离合器连接两个旋转构件都能使机构减少一个自由度。如图4-19后组成的自 由度为2,有4个操纵件(三个制动器和一个闭锁离合器),操纵一个操纵件就 可得一传动比,故可有4个传动比。前组成的自由度亦为2,有2个操纵件故 可得2个传动比。因此,整个变速箱可能实现2×4=8个挡位(传动比)。 对于二自由度的变速箱,由上式知行星排数n=m - 2,而在m(=5)个旋转构件 中除去输入、输出构件外,可供制动操纵的旋转构件数b=m-2=n(3)。所以对 于二自由度变速箱,有几个排行星排就可以布置几个制动操纵件(操纵件=行 星排=3; 3个传动比不等于l的挡位),亦即得到几个传动比不等于 l的挡位。(等于1的挡位由一个闭锁离合器 实现,结合时,3个排刚性联在一起)
nt nq (1 )n j 0
方程组中符号下标1、2、…、n表示第几排行星排。 ② 列出连接方程(约束条件或约束方程)
q2 , qR , ( j2 , q1, , tR ), ( jR , j1 ), (t1, , t 2)
(1)
q2 , qR , ( j2 , q1, , tR ), ( jR , j1 ), (t1, , t 2)
行星传动中,(1)牵连运动没有齿轮啮合摩檫功率损失; (2)相对运动中通过齿轮传递,有损失。 (3)固定件无能量损失,所以分别考虑t,j,q固定 时,。。 则:构件 t, q ,j 上的扭矩低于无损失情况。
分析已证实, 计及损失与未考虑时,构件 t, q ,j 扭矩表达式相同。
有表可查
第四节.变速箱分析(多行星排分析)
挡位数 = 制动操纵件数 + 闭锁离合器数
4.(变速箱)传动比分析
挡位数 =传动比 = 制动操纵件数 + 闭锁离合器数
方法:基于(1)操纵一个操纵件就可得一个传动比,
(2)运动特性方程 转速分析目的是求各挡的传动比和各旋转构件在不同挡位时的转速。 求各基本元件的转速 ① 列出n个转速方程(以单行星为例), 设变速箱有n个行星排共3n个基本元件。
八种方案
直接档
组成八种方案
由上述可见,一个简单行星排可以给出八种传动方案,但其传动比 数值因受特性参数值的限制,尚不能满足机械的要求,因此,行星 变速箱通常是由几个行星排组合而成,以便得到所需的传动比。如; 两个行星排;几个行星排组合成变速箱。
例: 分析:两个行星排:t1, j1, q1; t2, j2, q2; t1 = t2 ;j1 = q2 ;(两组构件连接); 余下:t1 = ni, j2 = no ; q1制动: nq1 = 0 Ni 输入(已知); 总计 1, 2;两个自由度,对应俩方程。(转速方程)
第五节.结构设计
(1).齿轮传动设计;(2)。构件支撑及浮动件。 (3)。行星架;行星轮。(4)。箱的润滑油
1.齿轮传动设计
(1) m,Dq
(2)配齿条件
③ 相邻条件
④ 最小齿数 ⑤ 齿轮的变位
③ 相源自文库条件 为保证相邻行星轮齿顶不干涉并减少搅油损失, 一般使齿顶之间的问隙大于5~8mm。
液力机械传动式自动变速器的控制
液压自动操纵系统 通常由供油、手动选挡、参数调节、换挡时刻控制、换档品质控制等部分组成。 供油部分 根据节气门开度和选挡杆位置的变化,将油泵输出油压调节至规定值,形成稳定 的工作液压。 在液控液动自动变速器中,参数调节部分主要有节气门压力调节阀(简称节气 门阀)和速控调压阀(又称调速器)。节气门压力调节阀使输出液压的大小能够 反映节气门开度;速控调压阀使输出液压的大小能够反映车速的大小。 换挡时刻控制部分用于转换通向各换挡执行机构(离合器和制动器)的油路,从 而实现换挡控制。 锁定信号阀受电磁阀的控制,使液力变矩器内的锁止离合器适时地接合与分离。 换挡品质控制部分的作用是使换挡过程更加平稳柔和。
单排:Mu = Mq,nu = nq; 计算 : Nu = Mu . nu ;
双排: Mu = Mq1 = Mt2, nu = nq1 = Mt2
摩檫离合器动力换挡变速箱的缺点就在于它的功率损失。两套行星齿轮输出四
个速度,也就需要四个离合器。名义上,有两个离合器要分离,但这会造成部分磨擦损 耗。在复杂的行星变速箱上,这些损耗,再加上那些因大量齿轮空转而造成的损耗,还 是比较大的。
图4-19
图4-20
1
2
R
2. 自由度分析
行星齿轮变速箱中,结构上 形成一体的为一个旋转构件, 如图4-19后组成中第一行星排 的行星架、第二行星排的齿圈 和第三行星排的太阳轮组成 q2 , qR , ( j2 , q1, , tR ), ( jR , j1 ), (t1, , t 2) 一个旋转构件。每一旋转构件 仅有一个自由度,而每一行星排 有一个转速方程,故每组行星机构的自由度为: y = 旋转构件数 m 一 行星排数 n 。 例如上图后组成的自由度: Y= 5 - 3 = 2。(旋转构件m=5, 即:q2 , qR , ( j2 , q1, , tR ), ( jR , j1 ), (t1, , t 2) 。括弧内为一个旋转构件。 3个转速方程,n=3)
双行星排5种方案
第三节.行星齿轮式变速箱 运动学 动力学分析
一 运动分析
(一)
nt n j nq n j
Zq Zt
(4-17)
Zq Zt
为行星排特性参数。
故对于单行星得三基本元件的转速关系式为:
对于单行星 对于双行星为:
nt nq (1 )n j 0
(二)复杂行星排运动分析- 各构件t, j, q的转速及转动比
倒4档
二 动力学
1 转矩分析(动力学)各构件t, j, q的转矩 不考虑摩擦,等速运动时,行星排中行星轮对太阳轮、齿圈、 行星架作用的转矩称为理论内转矩, 由行星排三转矩之和等于零,得:
Tj Tt Tq 0
Tt Tq
制动器
第二节. 简单行星排(单,双行星排)
如图4-17所示,简单行星排是由太阳轮t、齿圈q、行星架j和行星轮x组成。由于行星轮 轴线旋转与外界连接困难,故在行星排中只有太阳轮t、齿圈q和行星架j等三个元件能 与外界连接,并称之为基本元件。在行星排传递运动过程中,行星轮只起到传递运动的 隋轮作用,对传动比无直接关系。(行星轮的转速,受力。。。。。)
式2 代入式1中, 求解得到: 各挡的传动比和各旋转构件的转速。
(2)
图4-20
自由度分析: 前排:4 排 X 3 - 6 个 连接条件( 后排: 1 个自由度。 所以 3 个自由度。( 1 排
)- 4 (4个排) = 2 个自由度。
X 3 - 1个连接条件- 4个排= 1个自由度)
T2